設(shè)-計-任-務(wù)-書

1、設(shè)-計-任-務(wù)-書設(shè)計任務(wù)書一、課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號3 5 7 10運輸機工作轉(zhuǎn)矩 T/（N.m） 690 630 760 620運輸機帶速 V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9卷筒直徑 D/mm 320 380 320 360工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為。二、課程設(shè)計內(nèi)容1 ）傳動裝置的總體設(shè)計。2 ）傳動件及支承的設(shè)計計算。3 ）減速器裝配圖及零件工作圖。4 ）設(shè)計計算說明書編寫。每個學(xué)生應(yīng)完成：1） 部件裝配圖一張（A1 ）。2 ）零件工作圖兩

2、張（A3 ）3 ） 設(shè)計說明書一份（60008000字）。本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/（N.m） 690。運輸機帶速V/（m/s） 0.8。卷筒直徑D/mm 320。已給方案：外傳動機構(gòu)為V帶傳動。減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。第一部分傳動裝置總體設(shè)計一、傳動方案（已給定）1 ）夕卜傳動為V帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器3 ）方案簡圖如下：二、該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩

3、級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣 泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸 入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為丫系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、 尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計算與說明結(jié)果三、原動機選擇（丫系列三相交流異步電動機）工作機所需功率：=0.96 （ 見課設(shè)P9）傳動裝置總效率：（見課設(shè)式2-4）（見課設(shè)表12-8 ）電動機的輸岀功率：（見課設(shè)式2-1 ）取選擇電動機為 丫132M1-6 m型 （見課設(shè)表19-1 ）技

4、術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（）4滿載轉(zhuǎn)矩（）960額定轉(zhuǎn)矩（）2.0最大轉(zhuǎn)矩（）2.0Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm ）:（見課設(shè)表19-3 ）A : 216 B : 178 C : 89 D : 38 E : 80 F : 10 G : 33 H : 132 K : 12 AB : 280 AC270 AD : 210 HD : 315 BB : 238 L : 235四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1、 總傳動比：（見課設(shè)式2-6 ）2、 各級傳動比分配：（見課設(shè)式2-7 ）初定第二部分V帶設(shè)計外傳動帶選為普通V帶傳動1、確定計算功率：1 ）、由表5-9查得工作情況系數(shù)2 ）、

5、由式5-23（機設(shè)）2、選擇V帶型號查圖5-12a（ 機設(shè)）選A型V帶3、確定帶輪直徑（1 ）、參考圖5-12a（機設(shè)）及表 5-3 （機設(shè)）選取小帶輪直徑（電機中心高符合要求）（2 ）、驗算帶速 由式5-7 （機設(shè)）（3 ）、從動帶輪直徑 查表5-4 （機設(shè)）?。? ）、傳動比i（5 ）、從動輪轉(zhuǎn)速4. 確定中心距和帶長（1 ）、按式（5-23 機設(shè)）初選中心距?。? ）、按式（5-24 機設(shè)）求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度L0查圖.5-7（機設(shè)）取帶的基準(zhǔn)長度Ld=2000mm、按式（5-25 機設(shè)）計算中心距:a（4）、按式（5-26 機設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍5. 驗算小帶輪包角al由式（5-11

6、 機設(shè)）時，單根V 時的額定功率6. 確定V帶根數(shù)Z、由表（5-7 機設(shè)）查得 dd1=112n 1=800r/min及 n1=980r/min帶的額定功率分呷為1.00Kw 和1.18KW，用線性插值法求 n 1=980r/mi nP0值（2）、由表（5-10 機設(shè)）查得 P0=0.11Kw（3）、由表查得（5-12 機設(shè)）查得包角系數(shù)、由表（5-13機設(shè)）查得長度系數(shù) KL=1.03（5）、計算V帶根數(shù)Z,由式（5-28 機設(shè)） 取Z=5根7 計算單根 V帶初拉力F0 ,由式（5-29 ）機設(shè)。q由表5-5機設(shè)查得8 計算對軸的壓力FQ，由式（5-30 機設(shè)）得9 .確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給

7、制帶輪工作圖小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1=112mm板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=280mm，采用孔第三部分各齒輪的設(shè)計計算一、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）選取，都采用8級，輪齒數(shù)宜取多些，1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-145號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用齒表面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，取 Z1=34 則 Z2=Z1i=34X 2.62=892. 設(shè)計計算。（1 ）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2 ）

8、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（7-9 ）T1=9.55 X 106 X P/n=9.55X 106 X 5.42/384=134794 N?mm由圖（7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為6 HILim=5806 HILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極限應(yīng)力6 HILim=2306 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N由式（7-3 ）計算N1=60n, at=60X （8 X360 X 10）=6.64 X 109N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X 109由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04由圖7-9查得彎曲 ;YN1=1 YN2

9、=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4又YST=2.0 試選Kt=1.3由式（7-1）（7-2）求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力將有關(guān)值代入式(7-9)得則 V1=(n d1tn 1/60 X 1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=1.3X (34/100)m/s=0.44m/sKB =1.08. 取查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得Ka =1.05.貝U KH=KAKVK B Ka =1.42 , 修正M=d1 /Z1=1.96mm由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm(3)計算幾何尺寸d1=mz1=2 X34=6

10、8mmd2=mz2=2 X89=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb= $ ddt=1 X 68=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=75選取，都采用8級，輪齒數(shù)宜取多些，KB =1.08. 取3. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1, YFS2=4.0 取 Y =0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.二、低速級減速齒輪設(shè)計(直齒圓柱齒輪)1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-145號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用齒表面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形

11、式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，取 Z1=34則 Z2=Z1i=34X 3.7=1042. 設(shè)計計算。(1 )設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2 )按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式(7-9 )T1=9.55 X 106 X P/n=9.55X 106 X 5.20/148=335540 N?mm由圖(7-6 )選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為6 HILim=5806 HILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力6 HILim=2306 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N由式(7-3 )計算N1=60n at=60 X 148 X (8 X 360 X 10)=2.55

12、 X 109N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X 108由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04由圖7-9查得彎曲 ;YN1=1 YN2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4又YST=2.0 試選Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力將有關(guān)值代入式(7-9)得 則 V1=(n d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55X (34/100)m/s=0.19m/s查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得Ka =1.

13、05.貝U KH=KAKVK B Ka =1.377 , 修正M=d1 /Z1=2.11mm由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm(3)計算幾何尺寸d1=mz1=2.5X34=85mmd2=mz2=2.5X104=260mma=m(z1 + z2)/2=172.5mmb= $ ddt=1 X 85=85mm取 b2=85mm b仁b2+10=953. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1, YFS2=4.0 取 Y =0.7由式（7-12）校核大小齒輪的彎曲強度.總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2低速級 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分軸的設(shè)計高速軸的

14、設(shè)計1. 選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2. 初估軸徑按扭矩初估軸的直徑，查表10-2,得c=106 至117,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用取c=110 則：D1mi n=D2mi n=D3mi n=3. 初選軸承1軸選軸承為 60082軸選軸承為 60093軸選軸承為 6012根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為：D1=40mmD2=45mmD3=60mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計（現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計，其它兩軸設(shè)計略，結(jié)構(gòu)詳見圖）為了拆裝方便，減速器殼體用剖 分式,軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示.（1）.各軸直徑的確定初估軸徑后，即可按軸

15、上零件的安裝順序，從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該 段直徑為40mm 。2段裝齒輪，為了便于安裝，取2段為44mm 。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為 4.5mm ，取3段為53mm 。5段裝軸承，直徑和 1段一樣為40mm 。4 段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm 。6段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm 的毛氈圈，故取6段36mm 。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin。（2 ）各軸段長度的確定軸段1的長度為軸承6008 的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪

16、端面的距離加上2mm ， l1=32mm。2段應(yīng)比齒輪寬略小 2mm ，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算I3=1.4h ;去I3=6mm ， 4 段：I4=109mm。15 和軸承 6008 同寬取l5=15mm。l6=55mm，7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm 。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L仁52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用 A型普通平鍵聯(lián)接，分別為16*63GB1

17、096-1979及鍵10*80GB1096-1979。（4）.軸上倒角與圓角為保證6008軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm 。其他軸肩圓角半徑均為2mm 。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn) GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。5. 軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖。（2）計算支座反力。Ft=2T1/d1 =Fr=Fttg20 。=3784FQ=1588N在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（3）畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面左側(cè)MAh=FR1HI

18、3=966 52.5=50.715N?ma-a剖面右側(cè)M' Ah=FR2Hl 2=411 153=62.88 N?m在垂直面上MAv=M' AV=FR1Vl2=352 X 153=53.856 N?m合成彎矩，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 3784X（68/2 ） =128.7N?m6. 判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a 剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側(cè)可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側(cè)均有應(yīng)力集中，且 b-b截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重，故 a-a截面左側(cè)和b-b截面左、右

19、側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險截面。7. 軸的彎扭合成強度校核由表10-1查得（1）a-a剖面左側(cè)3=0.1 X 443=8.5184m3=14.57（2 ） b-b 截面左側(cè)3=0.1 X 423=7.41m3b-b截面處合成彎矩 Mb:=174 N?m=278. 軸的安全系數(shù)校核：由表10-1 查得(1)在a-a截面左側(cè)WT=0.2d3=0.2 X 443=17036.8mm3由附表10-1查得 由附表10-4 查得絕對尺寸系數(shù)；軸經(jīng)磨削加工，由附表10-5 查得質(zhì)量系數(shù).貝9彎曲應(yīng)力應(yīng)力幅平均應(yīng)力切應(yīng)力安全系數(shù)查表10-6 得許用安全系數(shù)=1.31.5,顯然S> ,故a-a剖面安全(2

20、)b-b截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 3=0.1 X 533=14.887m3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2X533=29.775 m3又Mb=174 N?m,故彎曲應(yīng)力切應(yīng)力由附表10-1查得過盈配合引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)。則顯然S> ,故b-b截面右側(cè)安全。(3 ) b-b截面左側(cè)WT=0.2d3=0.2 X 423=14.82 m3b-b截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。 彎曲應(yīng)力切應(yīng)力顯然S> ,故b-b截面左側(cè)安全第五部分校核高速軸軸承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N軸承的型號為 6008，Cr=16.

21、2 kN1）FA/COr=02）計算當(dāng)量動載荷查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù) X和軸向載荷系數(shù) Y為X=1 ，Y=0=1.2 X （ 1 X 352 ） =422.4 N3）驗算6008 的壽命驗算右邊軸承鍵的校核鍵 1 10 X 8 L=80 GB1096-79則強度條件為查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠鍵 2 12 X 8 L=63 GB1096-79則強度條件為查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器選擇為 TL8型彈性聯(lián)軸器GB4323-84減速器的潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10

22、mm ，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm ）, 1/6 齒輪。2 .滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V> 1.52m/s所以采用飛濺潤滑，第六部分主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸：箱體壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度 b=15mm箱蓋凸緣厚度 b1=15mm箱座底凸緣厚度 b2=25mm地腳螺栓直徑 df=M16地腳螺栓數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑 d=6mmdf、di 、d2 至外箱壁的距離 8= 18mm、18 mm 、13 mmdf、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm軸承旁

23、凸臺半徑 R仁11mm凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離L仁40mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1=10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離厶2=10mm箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm軸承端蓋外徑 D2 :凸緣式端蓋： D+ （55.5 ） d3 以上尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計P17P21傳動比原始分配傳動比為： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各軸新的轉(zhuǎn)速為：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1=pdn8n7 =5.5X0.95X0.99=5.42P2=p1

24、n6n5=5.42X0.97X0.99=5.20P3=p2n4n3=5.20X0.97X0.99=5.00P4=p3n2n 1=5.00X 0.99X 0.99=4.90各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550Pdi1 n 8 n 7/nm=9550 X 5.5 X 2.5 X 0.95 X 0.99=128.65T2= T1 i2n 6 n 5=128.65X 2.62X 0.97 X 0.99=323.68T3= T2 i3n 4 n 3=323.68X 3.07X 0.97 X 0.99=954.25T4= T3n2 n 1=954.23 X0.99 X0.99=935.26軸號功率p轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速n傳

25、動比i效率n電機軸 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.963 5.00 954.25 48 3.07 0.96工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu) 兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu) 齒輪z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68ha=ha*m=1 x 2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)x 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2 x 2=72mmdf=d1 2hf=6

26、8 2 x 2.5=63p= n m=6.28mms= n m/2=3.14 x 2/2=3.14mme= n m/2=3.14 x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mm齒輪z2的尺寸由軸可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1 x 2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1+ 0.5) x2=2.5mmda=d2 + 2ha=178+ 2 x 2=182df=d1 2hf=178 2 x 2.5=173p= n m=6.28mms= n m/2=3.14x 2/2=3.14mme= n m/2=3.14x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mmDTD3 1.6D4=1.6 x 49=78.4D0 da -10mn=182-10 x 2=162D2 0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.2 x 65=13齒輪3尺寸由軸可得,d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=1 x 2.5=2.5hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) da=d3+2ha=85+2 x df=d1-2hf=8